EP2718586B1 - Drive system for a vehicle - Google Patents

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein Antriebssystem für ein Fahrzeug umfassend eine Brennkraftmaschine und eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung, wobei die Brennkraftmaschine zwischen Betriebsarten unterschiedlicher Leistungsfähigkeit umschaltbar ist.The present invention relates to a drive system for a vehicle comprising an internal combustion engine and a torsional vibration damping arrangement, wherein the internal combustion engine is switchable between operating modes of different performance.

Ein in Fig. 1 prinzipartig dargestelltes Antriebssystem umfasst einen Verbrennungsmotor 5, der aufgrund des periodischen Verbrennungsprozesses ein ungleichförmiges Drehmoment abgibt. Dadurch ist dem Nennmoment ein Störmoment mit festen Ordnungen überlagert. Diese Ordnungen hängen vom Verbrennungsprozess (2- oder 4-Taktverfahren) und von der Zylinderanzahl ab. So ist die hauptanregende Ordnung eines 4-Zylinder-4-Takt-Motors die zweite Ordnung, die eines 3-Zylinder-4-Takt-Motors die 1,5te, die eines 4-Zylinder-2-Takt-Motors die zweite Ordnung.An in Fig. 1 Principle drive system shown includes an internal combustion engine 5, which emits a nonuniform torque due to the periodic combustion process. As a result, a disturbance torque with fixed orders is superimposed on the rated torque. These orders depend on the combustion process (2- or 4-stroke process) and on the number of cylinders. So the main stimulating order of a 4-cylinder 4-stroke engine is the second order, that of a 3-cylinder 4-stroke engine the 1.5th, that of a 4-cylinder 2-stroke engine the second order.

Das System weist ein Steuergerät 2 auf, das anhand von Signalen, wie Beispielsweise der Fahrgeschwindigkeit, aus dem Motor oder dem Restantriebsstrang 3 (Getriebe, Differential, Achse) erkennt, welcher Last- und Drehzahlzustand am Motor herrscht, und daraufhin wählt, ob alle oder nur ein Teil der Zylinder betrieben werden soll bzw. welches Brennverfahren im Motor verwendet werden soll, allgemein also eine Auswahl trifft zwischen Betriebsarten unterschiedlicher Leistungsfähigkeit.The system has a control unit 2, which uses signals, such as the driving speed, from the engine or the rest of the drive train 3 (transmission, differential, axle) detects which load and speed state prevails on the engine, and then selects whether all or only a part of the cylinder is to be operated or which combustion method is to be used in the engine, in general so a selection is made between operating modes of different performance.

Um einen Antriebsstrang zu beruhigen, werden Schwingungsreduzierungssysteme 4, als Drehschwingungsdämpfungsanordnungen, eingesetzt, die z.B. bezogen auf die Anregungsordnung ausgelegt werden. Dabei konnte man bislang von im Betrieb unveränderlichen festen Ordnungen ausgehen.To calm a powertrain, vibration reduction systems 4 are used as torsional vibration damping arrangements, e.g. be designed based on the excitation order. So far, one could assume fixed orders that are invariable during operation.

Aus dem Grund der Verbrauchs- und damit auch Emissionsreduzierung bietet es sich an, im Betrieb die Anzahl der Zylinder oder das Brennverfahren, also die Betriebsart, zu verändern. Ein Verbrennungsmotor hat seinen optimalen Wirkungsgrad immer bei verhältnismäßig hoher Last, so dass hier der spezifische Kraftstoffverbrauch am geringsten ist. Die im realen Betrieb häufigen Teillastzustände verbrauchen bezogen auf die abgerufene Leistung zu viel Kraftstoff.For reasons of consumption and thus also emission reduction, it makes sense to change the number of cylinders or the combustion process, ie the operating mode, during operation. An internal combustion engine always has its optimum efficiency at relatively high load, so that the specific fuel consumption is lowest here. The partial load conditions that are common in real operation consume too much fuel in relation to the power consumed.

Eine Lösung dieses Problems besteht darin, einzelne Zylinder 1 abzuschalten und die verbleibenden Zylinder auf einem höheren Last- und damit Wirkungsgradniveau zu betreiben. Diese Abschaltung kann beispielsweise dadurch erfolgen, dass die Kraftstoffeinspritzung bei der Hälfte der Zylinder ausgesetzt wird und/oder die Steuerzeiten über eine variable Ventilsteuerung verändert werden.One solution to this problem is to turn off individual cylinders 1 and operate the remaining cylinders at a higher load and thus efficiency level. This shutdown can be done, for example, that the fuel injection is suspended in half of the cylinder and / or the timing changed by a variable valve timing.

Die alternative Lösung zu einer Zylinderabschaltung besteht darin, einen Viertakt-Motor für den Teillastbetrieb optimal auszulegen und bei Bedarf an Spitzenlast in den Zweitakt-Betrieb umzuschalten.The alternative solution to a cylinder deactivation is to optimally design a four-stroke engine for part-load operation and, if necessary, to switch to peak load in two-stroke operation.

Insbesondere im verbrauchsrelevanten Zyklus werden bezogen auf den Vollmotor nur sehr kleine Lasten abgerufen; so gibt der Motor im NEFZ (Neuer Europäischer Fahrzyklus) nur ca. 10 kW bei einer installierten Leistung von bis zu 200 kW ab, da die geforderten Beschleunigungen sehr moderat sind. Auch im Alltagsbetrieb eines Fahrzeuges wird nur in seltenen Fällen die volle Last abgerufen, so dass eine Zylinderabschaltung oder eine Arbeitsverfahrenumschaltung großes Einsparpotential bieten.Especially in the consumption-relevant cycle, only very small loads are retrieved based on the full engine; For example, the engine in the NEDC (New European Driving Cycle) only delivers about 10 kW with an installed power of up to 200 kW, as the required accelerations are very moderate. Even in everyday operation of a vehicle, the full load is only rarely retrieved, so that a cylinder deactivation or a working method switchover offer great savings potential.

Wenn sich die Anregungsordnung ändert, dann ändert sich auch bezogen auf die Drehzahl oder Frequenz der Abstand des Betriebsbereiches von der Eigenfrequenz des Schwingungsreduzierungssystems und damit die Güte der Schwingungsreduzierung.If the excitation order changes, then the distance of the operating range from the natural frequency of the vibration reduction system and thus the quality of the vibration reduction also changes with respect to the rotational speed or frequency.

Die DE 100 18 955 A1 bezieht sich auf ein Schwingungsdämpfersystem, während die US 6,408,717 B1 ein Zweimassenschwungrad, die DE 10 2006 008 541 A1 ein Zweimassendämpfungsschwungrad, die DE 10 2009 042 812 A1 eine Torsionsdämpfungseinrichtung und die US 2005/0205060 A1 eine Zylinder- und Ventilsteuerung für eine Maschine beschreibt, deren Ventile deaktiviert werden können. US 5,425,335 A und US 2005/182553 A1 offenbaren Brennkraftmaschinen, die zwischen verschiedenen Betriebsarten umschaltbar sind.The DE 100 18 955 A1 refers to a vibration damper system while the US Pat. No. 6,408,717 B1 a dual mass flywheel that DE 10 2006 008 541 A1 a dual-mass damping flywheel that DE 10 2009 042 812 A1 a torsion damping device and the US 2005/0205060 A1 describes a cylinder and valve control for a machine whose valves can be deactivated. US 5,425,335 A and US 2005/182553 A1 disclose internal combustion engines that can be switched between different operating modes.

Es ist die Aufgabe der vorliegenden Erfindung ein Antriebssystem so auszulegen, dass bei sich im Betrieb änderndem Anregungsverhalten eine stets gute Schwingungsreduzierungsgüte gewährleistet ist.It is the object of the present invention to design a drive system such that an always good vibration reduction quality is ensured when the excitation behavior changes during operation.

Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe durch ein Antriebssystem gemäß Anspruch 1 gelöst.According to the invention this object is achieved by a drive system according to claim 1.

Weitere vorteilhafte Ausgestaltungsvarianten sind Gegenstand der Unteransprüche.Further advantageous embodiments are the subject of the dependent claims.

Die Erfindung wird nachfolgend mit Bezug auf die beiliegenden Figuren detailliert beschrieben. Es zeigt:

Fig. 1

in prinzipartiger Darstellung ein Antriebssystem;

Fig. 2a)

aufgetragen über der Drehzahl, das von dem Verbrennungsmotor in einer Betriebsart mit maximaler Leistungsfähigkeit und einer Beriebsart mit verringerter Leistungsfähigkeit abgebbare Drehmoment;

Fig. 2b)

eine Winkel-Drehmoment-Kennlinie einer Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit ungünstiger Kennlinienauslegung;

Fig. 2c)

aufgetragen über der Drehzahl, die Übertragungsfunktion der Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit den Resonanzstellen zweier Dämpferstufen;

Fig. 3a)

eine der Fig. 2a) entsprechende Darstellung;

Fig. 3b)

eine der Fig. 2b) entsprechende Darstellung einer Kennlinie einer Drehschwingungsdämpferanordnung mit günstiger Kennlinienauslegung;

Fig. 3c)

eine der Fig. 2c) entsprechende Darstellung der Übertragungsfunktionen für den Fall einer günstigen Kennlinienauslegung;

Fig. 4

aufgetragen über der Drehzahl, die Übertragungsfunktion eines drehzahladaptiven Tilgers;

Fig. 5

in Teillängsschnittansicht einer Drehschwingungsdämpfungsanordnung mit einem Drehschwingungsdämpfer und einem drehzahladaptiven Tilger;

Fig. 6

die Drehschwingungsdämpfungsanordnung der Fig. 5 in Axialansicht und geöffnetem Zustand;

Fig. 7

eine Teil-Axialansicht eines drehzahladaptiven Tilgers anderer Bauart;

Fig. 8

eine prinzipartige Teil-Axialansicht eines drehzahladaptiven Tilgers, basierend auf dem Aufbauprinzip der Fig. 7;

Fig. 9

eine Längsschnittdarstellung eines drehzahladpativen Tilgers, basierend auf dem Aufbauprinzip der Fig. 7;

Fig. 10

den drehzahladaptiven Tilger der Fig. 9 in Teil-Axialansicht;

Fig. 11

eine der Fig. 4 entsprechenden Darstellung einer Übertragungsfunktion eines drehzahladaptiven Tilgers für unterschiedliche Auslegungen;

Fig. 12

eine Teil-Axialansicht eines Festfrequenztilgers in prinzipieller Darstellung.

The invention will be described in detail below with reference to the accompanying figures. It shows:

Fig. 1

in principle, a drive system;

Fig. 2a)

plotted versus speed, the torque output by the engine in a maximum efficiency mode and a reduced efficiency mode;

Fig. 2b)

an angular-torque characteristic of a torsional vibration damping arrangement with unfavorable characteristic design;

Fig. 2c)

plotted against the rotational speed, the transfer function of the torsional vibration damping arrangement with the resonance points of two damper stages;

Fig. 3a)

one of the Fig. 2a ) corresponding representation;

Fig. 3b)

one of the Fig. 2b ) corresponding representation of a characteristic of a torsional vibration damper arrangement with favorable characteristic design;

Fig. 3c)

one of the Fig. 2c ) corresponding representation of the transfer functions in the case of a favorable characteristic design;

Fig. 4

plotted against the speed, the transfer function of a speed-adaptive Tilgers;

Fig. 5

in partial longitudinal section view of a torsional vibration damping arrangement with a torsional vibration damper and a speed-adaptive absorber;

Fig. 6

the torsional vibration damping arrangement of Fig. 5 in axial view and opened condition;

Fig. 7

a partial axial view of a speed-adaptive Tilgers other design;

Fig. 8

a principle part-axial view of a speed-adaptive absorber, based on the principle of construction of Fig. 7 ;

Fig. 9

a longitudinal sectional view of a variable speed Tilgers, based on the principle of construction of Fig. 7 ;

Fig. 10

the speed-adaptive absorber of Fig. 9 in partial axial view;

Fig. 11

one of the Fig. 4 corresponding representation of a transfer function of a speed-adaptive Tilgers for different interpretations;

Fig. 12

a partial axial view of a Festfrequenztilgers in a schematic representation.

Ein Tiefpassfilter lässt das Moment mit niedriger Frequenz/Ordnung durch (z. B. ideal nur das Nennmoment mit 0-ter Ordnung) und sperrt die Wechselmomente höherer Ordnung bzw. Frequenz. Dies wird realisiert durch ein schwingungsfähiges Zweimassensystem (ZMS) mit einer Primärseite und einer gegen die Wirkung einer Dämpferelementenanordnung, z.B. Federanordnung, bezüglich der Primärseite drehbaren Sekundärseite, das eine Eigenfrequenz besitzt, bei der, wenn diese angeregt wird, das System sehr hohe Winkelausschläge macht. Das bedeutet im besten Fall störende Geräusche und im schlimmsten Fall seine Zerstörung. Daher sind die Systeme bezüglich ihrer Massen-Steifigkeits-Verhältnisse so ausgelegt, dass diese Eigenfrequenz weit unterhalb der Leerlaufdrehzahl und damit des Betriebsdrehzahlbereiches liegt. Beispielsweise liegt die Eigenfrequenz eines Zweimassenschwungrades bei ca. 750/min.A low pass filter passes the low frequency / order moment (eg ideal only the 0th order rated torque) and blocks the higher order or frequency alternating moments. This is realized by a vibratory two-mass system (DMF) with a primary side and one against the action of a damper element arrangement, e.g. Spring arrangement, primary side rotatable secondary side, which has a natural frequency at which, when this is excited, the system makes very high angular excursions. In the best case this means disturbing noises and in the worst case its destruction. Therefore, the systems are designed with respect to their mass-stiffness ratios so that this natural frequency is well below the idle speed and thus the operating speed range. For example, the natural frequency of a dual-mass flywheel is about 750 / min.

Wird dieses Zweimassenschwunggrad mit einem 4-Zylinder-4-Takt-Motor betrieben, so ist die niedrigste Anregungsfrequenz bei einer Leerlaufdrehzahl von 750/min durch die 2. Ordnung als Hauptanregende bei ca. 1600/min also weit oberhalb der Resonanz des Zweimassenschwungrades. Hierbei nutzt der Umstand, dass weit oberhalb der Resonanz aufgrund der Übertragungsfunktion die Amplituden hinter dem System kleiner sind als vor dem System. Das Zweimassenschwungrad entkoppelt und reduziert die Anregung, die an den Restantriebsstrang, wie z.B. das Getriebe, weitergegeben wird und zu Geräusch führen kann.If this dual-mass flywheel speed is operated with a 4-cylinder 4-stroke engine, the lowest excitation frequency at an idling speed of 750 rpm is the main stimulus at about 1600 rpm, which is far above the resonance of the dual-mass flywheel. Here, the fact that far above the resonance due to the transfer function, the amplitudes behind the system are smaller than before the system. The dual-mass flywheel decouples and reduces the excitation, which is passed on to the rest of the powertrain, such as the transmission and can lead to noise.

Wird bei diesem Motor nun die Anzahl der Zylinder halbiert, halbiert sich auch die Ordnung der Hauptanregenden von der 2. auf die 1. Ordnung. Dadurch liegt die niedrigste Anregungsfrequenz bei einer Leerlaufdrehzahl von 750/min bei 800/min und damit im Bereich der Resonanzfrequenz des Zweimassenschwungrades. Die Amplituden werden sehr groß und das System entkoppelt nicht.If the number of cylinders is halved in this engine, the order of the main initiators is halved from the 2nd to the 1st order. Thus, the lowest excitation frequency at an idling speed of 750 / min at 800 / min and thus in the range of the resonance frequency of the dual mass flywheel. The amplitudes become very large and the system does not decouple.

Die Lösung der Anhebung der Leerlaufdrehzahl im Abschaltbetrieb ist zwar maschinendynamisch sinnvoll, hat aber den Nachteil, dass die geschwindigkeitsproportionalen hydrodynamischen Verluste zunehmen und der Motor nicht mehr im Bereich des optimalen Wirkungsgrades betrieben wird.Although the solution to increase the idle speed during shutdown operation makes sense in terms of machine dynamics, it has the disadvantage that the speed-proportional hydrodynamic losses increase and the engine is no longer operated in the region of optimum efficiency.

Aus diesem Grund muss das Schwingungsreduzierungssystem speziell abgestimmt werden.For this reason, the vibration reduction system must be specially tuned.

In Fig. 2 ist dargestellt, wie sich eine übliche Auslegung einer Drehschwingungsdämpfungsanordnung, wie z.B. Zweimassenschwunggrad, auf das Verhalten bei Zylinderabschaltung auswirkt. In Fig. 2b) ist eine progressive Drehmoment-Winkel-Kennlinie dargestellt, die eine Knickstelle hat, bei der die Steifigkeit stark zunimmt. Die erste Stufe ist beispielsweise eine Leerlauf- oder Niedriglaststufe. In den beiden Kennlinienabschnitten unter und über der Knickstelle hat die Kennlinie jeweils einen im Wesentlichen linearen Verlauf.In Fig. 2 It is shown how a common design of a torsional vibration damping arrangement, such as dual mass flywheel, has an effect on cylinder deactivation behavior. In Fig. 2b ) is a progressive torque-angle curve is shown, which has a kink, in which the stiffness increases greatly. The first stage is, for example, an idle or low load stage. In the two characteristic sections below and above the kink, the characteristic curve has a substantially linear course in each case.

In Fig. 2a) ist mit der durchgezogenen dicken Linie das Nennmoment eines 4-Zylinder-Motors über der Drehzahl dargestellt. Die einhüllenden durchgezogenen dünnen Linien stellen die Amplituden des überlagerten Wechselmoments dar und repräsentieren somit das maximale bzw. minimale Drehmoment. Im Vergleich mit der Zweimassenschwungradkennlinie sieht man, dass bei Volllast die zweite Stufe des Zweimassenschwungrades wirkt. Die durchgezogene dicke Linie stellt das Nennmoment ohne Zylinderabschaltung, also in einer Betriebsart mit höherer bzw. maximaler Leistungsfähigkeit, dar.In Fig. 2a ) is shown with the solid thick line, the rated torque of a 4-cylinder engine over the speed. The enveloping solid thin lines represent the amplitudes of the superimposed alternating torque and thus represent the maximum and minimum torque, respectively. In comparison with the dual-mass flywheel characteristic, it can be seen that the second stage of the dual-mass flywheel acts at full load. The solid thick line represents the rated torque without cylinder deactivation, ie in an operating mode with higher or maximum performance.

Die dicke gestrichelte Linie in Fig. 2a) stellt den Nennmomentenverlauf des zylinderabgeschalteten Motors dar, bei dem nur noch 2 Zylinder arbeiten. Dementsprechend steht auch nur noch näherungsweise das halbe Moment zur Verfügung. Diesem Nennmoment wird ebenfalls ein Störmoment überlagert, dessen Amplitude die gestrichelte dünne Einhüllende darstellt. Üblicherweise wird der Abschaltbetrieb nicht über das gesamte Drehzahlband des Motors angewendet.The thick dashed line in Fig. 2a ) represents the Nennmomentenverlauf the cylinder off Motors in which only 2 cylinders work. Accordingly, only approximately half the moment is available. This nominal torque is also superimposed on a disturbance torque whose amplitude represents the dashed thin envelope. Usually, the shutdown operation is not applied over the entire engine speed band.

Bedingt durch die Auslegung der Kennlinie reicht die weiche erste Stufe aber für das Nennmoment im Zylinderabschaltbetrieb nicht aus, so dass das Zweimassenschwungrad in seiner zweiten Stufe betrieben wird.Due to the design of the characteristic curve, however, the soft first stage is not sufficient for the nominal torque in the cylinder deactivation mode, so that the dual mass flywheel is operated in its second stage.

Die Entkopplungsgüte hängt in beiden Fällen -Vollzylinderbetrieb und Abschaltbetrieb- vom drehzahlbezogenen Abstand von der Resonanz des Zweimassenschwungrades ab.The decoupling quality in both cases-full cylinder operation and shutdown operation-depends on the speed-related distance from the resonance of the dual-mass flywheel.

Im Vollzylinderbetrieb wird das Zweimassenschwungrad nach wie vor aufgrund der Hauptanregungsordnung (2. Ordnung) überkritisch betrieben. In der in Fig. 2c) dargestellten Übertragungsfunktion ist sichtbar, dass das Amplitudenverhältnis < 1 ist, wenn man beispielsweise die Drehzahl an der Stelle 6 betrachtet, indem man das Lot bei der Drehzahl fällt, bis man auf die Übertragungsfunktion der zweiten Stufe trifft.In full cylinder operation, the dual mass flywheel is still operated supercritically due to the main excitation order (2nd order). In the in Fig. 2c ), the amplitude ratio is <1, considering, for example, the speed at point 6 by dropping the solder at the speed until it encounters the second-stage transfer function.

Wird bei dem Motor eine Zylinderabschaltung vorgenommen, so reduziert sich die hauptanregende Ordnung beispielsweise auf die Hälfte. Anstelle der 2. Ordnung wird die 1. Ordnung relevant. Deshalb muss in Fig. 2c) eine Ordnungsanpassung vorgenommen werden; man trifft so bei halbierter Drehzahl auf die Übertragungsfunktion der zweiten Stufe des Zweimassenschwungrades in der Nähe der Resonanz - hier sogar unterkritisch - bei einem wesentlich größerem Amplitudenverhältnis, was sich trotz der niedrigeren Momentenamplitude im Zylinderabschaltbetrieb in einer inakzeptabel schlechten Entkopplungsgüte auswirkt.If a cylinder deactivation is carried out with the engine, then the main stimulating order is reduced for example to half. Instead of the 2nd order, the 1st order becomes relevant. That's why in Fig. 2c ) an order adjustment is made; one encounters at half the speed on the transfer function of the second stage of the dual mass flywheel in the vicinity of the resonance - even subcritical - at a much larger amplitude ratio, which has an unacceptably poor decoupling quality despite the lower torque amplitude in the cylinder shutdown.

Grund für das schlechte Verhalten ist die sehr flache erste Stufe, so dass im Zylinderabschaltbetrieb auch in der zu steifen zweiten Stufe gefahren wird.The reason for the bad behavior is the very flat first stage, so that in the cylinder shutdown operation is also driven in the too stiff second stage.

Eine Lösung besteht darin, dass die erste Stufe der Kennlinie so steif ausgeführt wird, dass einerseits der Zylinderabschaltbetrieb immer in der ersten Stufe stattfindet und andererseits die Steifigkeit noch so gering ist, dass überkritischer Betrieb möglich ist.One solution is that the first stage of the characteristic curve is carried out so rigidly that, on the one hand, the cylinder deactivation operation always takes place in the first stage and on the other hand, the rigidity is so low that supercritical operation is possible.

In Fig. 3b) ist deutlich zu sehen, dass die Steifigkeit der zweiten Stufe, die ja beim Vollzylindermotor in der Volllast eine gute Entkopplung gewährleistet, beibehalten wurde, während die erste Stufe steifer als in Fig. 2 abgestimmt wurde, so dass der Abschaltbetrieb immer in dieser ersten Stufe erfolgen kann.In Fig. 3b ) it can be clearly seen that the rigidity of the second stage, which ensures good decoupling in the full load engine of the full cylinder engine, has been maintained, while the first stage is stiffer than in Fig. 2 was tuned so that the shutdown can always be done in this first stage.

Dadurch wird selbst nach der Ordnungsanpassung für den Abschaltbetrieb ein Übertragungsverhältnis von <1 und damit eine Schwingungsentkopplung erreicht.As a result, a transmission ratio of <1 and thus a vibration decoupling is achieved even after the adjustment adjustment for the shutdown.

Eine Auslenkungsmassenpendeleinheit, allgemein Tilger, besteht aus einer Masse als dynamischen und einer Steifigkeit als statischen Energiespeicher. Seine Eigenfrequenz ist so abgestimmt, dass bei ihrer Anregung das Bauteil, an das der Tilger angebunden ist, keine Auslenkung erfährt.A deflection mass pendulum unit, generally absorber, consists of a mass as dynamic and a stiffness as static energy storage. Its natural frequency is tuned so that when excited, the component to which the absorber is connected, undergoes no deflection.

Die Steifigkeit kann konstant sein, so dass sich ein Festfrequenztilger ergibt, oder drehzahlabhängig sein, wodurch sich ein Ordnungstilger, auch drehzahladaptiver Tilger genannt, ergibt. Ein Festfrequenztilger tilgt nur eine feste Frequenz, während der Ordnungstilger eine Ordnung tilgt.The stiffness can be constant, so that there is a Festfrequenztilger, or be speed-dependent, resulting in an order damper, also called speed-adaptive Tilger results. A fixed-frequency attenuator only eliminates a fixed frequency, while the order decoder eliminates one order.

Besonders verbreitet im KFZ sind die Ordnungstilger in Form des Fliehkraftpendels, die zur Tilgung der hauptanregenden Ordnung ausgelegt sind. Da, wie oben beschrieben, sich die hauptanregende Ordnung bei Zylinderabschaltung oder Brennverfahrenumschaltung, allgemein Änderung der Betriebsart, ändert, kann ein einzelner Tilger den Antriebsstrang nicht mehr beruhigen. Es entsteht sogar die Gefahr, dass bei Anlegen einer "falschen" Anregungsordnung der Tilger aufgrund seiner beiden Eigenfrequenzen zu Resonanzen anfacht.Particularly widespread in the motor vehicle are the order polishers in the form of the centrifugal pendulum, which are designed to eradicate the main stimulating order. Since, as described above, the main stimulus changes in the case of cylinder deactivation or combustion process switching, generally changing the operating mode, a single absorber can no longer calm the drivetrain. There is even the danger that if a "wrong" excitation order is applied, the absorber will cause resonance due to its two natural frequencies.

Eine Lösung besteht darin, für jede der möglichen Ordnungen speziell abgestimmte Tilger zu verbauen.One solution is to use specially designed absorbers for each of the possible orders.

Dabei sind einzelne Tilger für alle auftretenden bzw. kritischen Ordnungen einzusetzen. Im Falle des 4-Zylinder-Motors, der zu einem 2-Zylinder-Motor reduziert wird, benötigt man Tilger mit einer Abstimmung auf die 2. und die 1. Ordnung.Here, individual absorbers are to be used for all occurring or critical orders. In the case of the 4-cylinder engine, which is reduced to a 2-cylinder engine, you need absorber with a vote on the 2nd and 1st order.

Wie in Fig. 4 dargestellt ist, besitzt ein Tilger neben seiner Tilgungsfrequenz zwei Eigenfrequenzen, bei denen seine Amplitude sehr groß werden kann. Der Abstand dieser Eigenfrequenzen von der Tilgungsfrequenz bezogen auf die Drehzahl hängt von der Masse bzw. dem Massenträgheitsverhältnis ab. Je größer die Trägheit des Tilgers, desto größer ist auch der Abstand. Dabei muss natürlich berücksichtigt werden, dass zur Beibehaltung der Tilgungsfrequenz/-ordnung die Steifigkeit an die Masse/das Massenträgheitsmoment angepasst werden muss. Das Verhältnis aus Steifigkeit und Masse muss gleich bleiben.As in Fig. 4 is shown, a Tilger has in addition to its repayment frequency two natural frequencies in which its amplitude can be very large. The distance of these natural frequencies from the eradication frequency relative to the speed depends on the mass or the mass inertia ratio. The greater the inertia of the absorber, the greater the distance. It must of course be taken into account that to maintain the repayment frequency / order, the stiffness must be adjusted to the mass / mass moment of inertia. The ratio of stiffness and mass must remain the same.

Dasselbe Verhalten zeigt ein Ordnungstilger, wie z.B. ein Fliehkraftpendel (Drehzahladaptiver Tilger), wenn man statt der Frequenz die Ordnung auf der Abszisse aufträgt.The same behavior is exhibited by a modifier such as e.g. a centrifugal pendulum (speed-adaptive absorber), if you place the order on the abscissa instead of the frequency.

Bezogen auf die Zylinderabschaltung bedeutet das, dass bei Halbierung der Anregungsordnung genau eine der unteren Resonanzen bzw. Resonanzordnungen des Tilgers getroffen werden kann, was zur Zerstörung des Tilgers oder zu einer Schwingungsanregung durch den Tilger führen kann.Relative to the cylinder deactivation, this means that if the excitation order is halved exactly one of the lower resonances or resonance orders of the absorber can be hit, which can lead to the destruction of the absorber or to vibration excitation by the absorber.

Die Lösung besteht darin, dass die Trägheit der Tilgermasse entweder kleiner als beispielsweise 90%, vorzugsweise 75%, am meisten bevorzugt 50%, des Schwungrades, allgemein eine Schwungmassenanordnung, ist, um bei Ordnungsreduzierung deutlich unterhalb der unteren Tilgerresonanz zu bleiben, oder deutlich größer als 110%, vorzugsweise 150%, am meisten bevorzugt 200%, um im Umschaltbetrieb noch oberhalb der Tilgerresonanz zu arbeiten.The solution is that the inertia of the absorber mass is either less than, for example, 90%, preferably 75%, most preferably 50%, of the flywheel, generally a flywheel mass arrangement, to remain well below the lower absorber resonance upon order reduction, or significantly greater as 110%, preferably 150%, most preferably 200%, in order to still work above the Tilgerresonanz in the switching operation.

Der Wert "200%" wird sich aus Bauraum- und Gewichtsgründen oft nur schwer einstellen lassen, während der Wert "50%" seine Grenze im Energiespeichervermögen des Tilgers findet; insbesondere ein drehzahladaptiver Tilger benötigt eine hinreichend große Masse, da er seine Steifigkeit aus der Fliehkraft bezieht.The value "200%" is often difficult to set for space and weight reasons, while the value "50%" finds its limit in the energy storage capacity of the absorber; In particular, a speed-adaptive absorber requires a sufficiently large mass, since it refers to its stiffness from the centrifugal force.

Das in Fig. 4 gezeigte Verhalten gilt für jeden Tilger, der mit seiner speziellen Tilgungsfrequenz bzw. -ordnung im Schwingungsreduzierungssystem eingesetzt wird.This in Fig. 4 The behavior shown applies to each damper, which is used with its specific eradication frequency or order in the vibration reduction system.

Darüber hinaus gilt die geschilderte Problematik auch für den umgekehrten Fall. Wenn beispielsweise ein Tilger auf die 2. Ordnung und einer auf die 1. Ordnung abgestimmt bei einem 4-Zylindermotor eingesetzt werden, so besteht für den Tilger der 1. Ordnung, der für den Abschaltbetrieb (2-Zylinderbetrieb) wirken soll, die Gefahr, dass seine obere Resonanzfrequenz bzw. -ordnung im 4-Zylinderbetrieb genau von der Hauptanregenden getroffen wird. Also muss auch hier durch eine geeignete Masse bzw. Massenträgheitsmoment (z.B. <50% oder>> 200%) ein hinreichend großer Frequenz- bzw. Ordnungsabstand sichergestellt sein. Es muss also bei den Auslegungen der Ordnungen bzw. Frequenzen für die Tilger für den Vollzylinder- und den Abschaltbetrieb sichergestellt sein, dass die Frequenz-/Ordnungsbereiche bei 7 und bei 8 aller Tilger nicht getroffen werden.In addition, the described problem also applies to the opposite case. For example, if a second-order absorber and a first-order absorber are used in a 4-cylinder engine, the first-order absorber intended for shut-off operation (2-cylinder operation) runs the risk of that its upper resonance frequency or order in 4-cylinder operation is hit exactly by the main exciter. Thus, a suitable mass or mass moment of inertia (for example <50% or >> 200%) must also ensure a sufficiently large frequency or order distance. It must therefore be ensured in the interpretations of the orders or frequencies for the absorbers for the full cylinder and the shutdown that the frequency / order ranges at 7 and 8 of all absorbers are not hit.

Insbesondere beim Tilger bietet es sich an, eine gute Vorentkopplung durch einen Tiefpassfilter, also z.B. Zweimassenschwunggrad, vorzuschalten, um mit dem Tilger nur noch das verbleibende Restwechselmoment, das eine sehr kleine Amplitude hat, zu kompensieren. Damit sind auch Tilger mit kleiner Masse und damit kleiner Energieaufnahmemöglichkeit in der Lage, in beiden Betriebszuständen einen hinreichenden Komfort zu gewährleisten.In particular, with the absorber, it is advisable to have a good pre-decoupling through a low-pass filter, e.g. Dual mass flywheel, to advance, to compensate with the absorber only the remaining residual alternating torque, which has a very small amplitude. This means that absorbers with a smaller mass and thus a smaller energy absorption capacity are also able to ensure sufficient comfort in both operating states.

Die Fig. 5 und 6 zeigen ein Ausgestaltungsbeispiel einer allgemein mit 10 bezeichneten Drehschwingungsdämpfungsanordnung, bei welcher ein nach Art eines Zweimassenschwunggrads aufgebauter Drehschwingungsdämpfer 12 mit einem drehzahladaptiven Tilger 14 kombiniert ist. Der Drehschwingungsdämpfer 12 umfasst eine Primärseite 16 mit zwei Deckscheibenelementen 18, 20 sowie eine allgemein mit 22 bezeichnete Sekundärseite, an welcher auch der drehzahladaptive Tilger 14 vorgesehen ist. Die Primärseite 16 und die Sekundärseite 22 stellen jeweilige Umfangsabstützbereiche bereit für eine Dämpferelementenanordnung 24, die im dargestellten Ausgestaltungsbeispiel zwei Dämpferfedereinheiten 26, 26' umfasst. Jede Dämpferfedereinheit 26, 26' umfasst eine Mehrzahl von in Umfangsrichtung aufeinander folgenden und über Gleitschuhe bzw. Federteller 28 aneinander bzw. bezüglich der Primärseite 16 und der Sekundärseite 22 abgestützten Dämpferfedern 30. Dabei können in Umfangsrichtung aufeinander folgende Dämpferfedern 30 zueinander unterschiedlich ausgebildet sein, also unterschiedliche Steifigkeiten bereitstellen, so dass ein gestufter Kennlinienverlauf erhalten wird. Auch können Federn 30 ineinander geschachtelt angeordnet sein, um einen weiteren Einfluss auf die Steifigkeit nehmen zu können.The Fig. 5 and 6 show an embodiment of a generally designated 10 torsional vibration damping arrangement in which a constructed in the manner of a two-mass flywheel torsional vibration damper 12 is combined with a speed-adaptive absorber 14. The torsional vibration damper 12 comprises a primary side 16 with two cover disk elements 18, 20 and a generally designated 22 secondary side, on which also the speed-adaptive absorber 14 is provided. The primary side 16 and the secondary side 22 provide respective peripheral support portions for a damper element assembly 24, which in the illustrated embodiment example comprises two damper spring units 26, 26 '. Each damper spring unit 26, 26 'comprises a plurality of circumferentially successive and via sliding shoes or spring plate 28 to each other or with respect to the primary side 16 and the secondary side 22 supported damper springs 30. In the circumferential direction successive damper springs 30 may be formed differently to each other, ie provide different stiffnesses, so that a stepped characteristic curve is obtained. Also, springs 30 can be arranged nested in one another in order to be able to further influence the rigidity.

Die Sekundärseite 22 stellt einen hier gehäuseartig ausgebildeten Auslenkungsmassenträger 32 des als Auslenkungsmassenpendelanordnung wirksamen drehzahladpativen Tilgers 14 bereit. Dabei sind beispielsweise schalenartig aufgebaute Gehäuseteile 34, 36 in ihrem radial inneren Bereich durch Nietbolzen 38 miteinander verbunden. Auch ein sekundärseitiges Schwungrad 40 ist mit dem Auslenkungsmassenträger 32 beispielsweise durch Vernietung fest verbunden.The secondary side 22 provides a here designed like Auslenkungsmassenträger 32 of the effective as Auslenkungsmassenpendelanordnung drehzahladpativen Tilgers 14. In this case, shell-like housing parts 34, 36, for example, are connected to one another in their radially inner region by rivet bolts 38. Also, a secondary-side flywheel 40 is fixedly connected to the Auslenkungsmassenträger 32, for example by riveting.

Am Auslenkungsmassenträger 32 sind in dem in Fig. 6 erkennbaren Ausgestaltungsbeispiel insgesamt vier in einem Winkelabstand von 90° zueinander angeordnete Auslenkungsmassen 42 vorgesehen, welche in ihrer Gesamtheit eine Auslenkungsmassenanordnung 44 bereitstellen. Im Auslenkungsmassenträger 32 und den Auslenkungsmassen 42 sind einander jeweils zugeordnet Führungsbahnen 46, 48 vorgesehen, wobei die am Auslenkungsmassenträger 32 vorgesehenen Führungsbahnen 46 einen radial außen liegenden Scheitelbereich aufweisen, während die an den Auslenkungsmassen 42 vorgesehenen Führungsbahnen 48 einen radial innen liegenden Scheitelbereich aufweisen. Die Führungsbahnen 46, 48 sind ausgehend von jeweiligen Scheitelbereichen nach radial innen bzw. radial außen gekrümmt. In Zuordnung zu diesen Führungsbahnen sind bolzen- bzw. walzenartig ausgebildete Kopplungselemente 50 vorgesehen, die entlang der Führungsbahnen 46 im Auslenkungsmassenträger 32 und entlang der Führungsbahnen 48 in den Auslenkungsmassen 42 bewegbar sind. Auf Grund der Krümmung und der Positionierung der Scheitelbereiche positionieren sich, wenn die Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 um eine Drehachse A rotiert, die Kopplungselemente 50 in den jeweiligen Scheitelbereichen, so dass die Auslenkungsmassen 42 grundsätzlich eine Positionierung mit größtmöglichem Radialabstand zur Drehachse A einnehmen.On the Auslenkungsmassenträger 32 are in the in Fig. 6 recognizable embodiment, a total of four at an angular distance of 90 ° to each other arranged Auslenkungsmassen 42 are provided, which provide a Auslenkungsmassenanordnung 44 in their entirety. In the deflection mass carrier 32 and the Auslenkungsmassen 42 each associated guide tracks 46, 48 are provided, wherein the Auslenkungsmassenträger 32 provided guideways 46 have a radially outer apex area, while provided on the Auslenkungsmassen 42 guideways 48 have a radially inner apex area. The guideways 46, 48 are curved radially outward or radially outward from respective apex regions. In association with these guideways, bolt-like or roller-like coupling elements 50 are provided, which are movable along the guideways 46 in the deflection mass carrier 32 and along the guideways 48 in the deflection masses 42. Due to the curvature and the positioning of the apex areas, when the torsional vibration damping arrangement 10 rotates about a rotation axis A, the coupling elements 50 are positioned in the respective apex areas, so that the deflection masses 42 basically assume a positioning with the greatest possible radial distance from the rotation axis A.

Treten Drehungleichförmigkeiten bzw. Drehschwingungen auf, so bewegen sich die Kopplungselemente 50 ausgehend von den Scheitelbereichen entlang der Führungsbahnen 46, 48, wodurch die Auslenkungsmassen 42 im Fliehpotential nach radial innen gezwungen werden und somit potentielle Energie aufnehmen. Die Auslenkungsmassen 42 werden somit in Schwingung versetzt, wobei, vorgegeben durch die Krümmung der Führungsbahnen und die Massen bzw. Massenträgheitsmomente der Auslenkungsmassen 42, der drehzahladaptive Tilger 14 grundsätzlich eine Eigenfrequenz aufweist, welche mit ändernder Drehzahl und damit sich ändernder Fliehkraft variiert. Dies bedeutet, dass durch die Wechselwirkung der Kopplungselemente 50 mit den gekrümmten Führungsbahnen 46, 48 eine fiktive Steifigkeit in der Ankopplung der Auslenkungsmassen 42 bereitgestellt wird, welche sich drehzahlabhängig ändert. Dabei ist es möglich, eine Auslegung bzw. Abstimmung auf eine vorbestimmte Ordnung zu finden, so dass zusammen mit der sich drehzahlabhängig verschiebenden Ordnung auch die Eigenfrequenz des mit der Gesamtheit der Auslenkungsmassen bzw. durch die Auslenkungsmassenanordnung 44 bereitgestellten Schwingungssystems verändert. Dabei bildet der Auslenkungsmassenträger 32 zusammen mit den daran aus einer Grund-Relativlage auslenkbaren Auslenkungsmassen 42 bzw. der Auslenkungsmassenanordnung 44 eine allgemein mit 56 bezeichnete Auslenkungsmassenpendeleinheit. Bei der diese Auslenkungsmassenpendeleinheit 56, also im Wesentlichen dem drehzahladaptiven Tilger 14, und den nach Art eines Zweimassenschwunggrades wirksamen Drehschwingungsdämpfer 12 umfassenden Drehschwingungsdämpfungsanordnung stellt die Primärseite 16 des Drehschwingungsdämpfers 12 im Wesentlichen eine Schwungmassenanordnung bereit, welche über die durch die Dämpferelementenanordnung 24 bzw. die Dämpferfedereinheiten 26 derselben bereitgestellte Steifigkeit an die Auslenkungsmassenpendeleinheit 56 angekoppelt ist.If rotational nonuniformities or torsional vibrations occur, then the coupling elements 50 move, starting from the vertex regions, along the guide tracks 46, 48, as a result of which the deflection masses 42 are forced radially inwards in the centrifugal potential and thus absorb potential energy. The Auslenkungsmassen 42 are thus set in vibration, wherein, given by the curvature the guideways and the masses or moments of inertia of the Auslenkungsmassen 42, the speed-adaptive damper 14 basically has a natural frequency, which varies with changing speed and thus changing centrifugal force. This means that a fictitious rigidity in the coupling of the deflection masses 42 is provided by the interaction of the coupling elements 50 with the curved guide tracks 46, 48, which changes speed-dependent. In this case, it is possible to find a design or tuning to a predetermined order, so that, together with the speed-dependent shifting order, the natural frequency of the vibration system provided with the entirety of the deflection masses or by the deflection mass arrangement 44 changes. In this case, the deflection mass carrier 32 together with the deflection masses 42 deflectable therefrom from a basic relative position or the deflection mass arrangement 44 forms a deflection mass pendulum unit, generally designated 56. In the case of this deflection mass pendulum unit 56, that is to say essentially the speed-adaptive absorber 14, and the torsional vibration damper 12 which is effective in the manner of a dual-mass flywheel, the primary side 16 of the torsional vibration damper 12 essentially provides a flywheel assembly which is connected via the damper element arrangement 24 and the damper spring units 26, respectively the same provided stiffness is coupled to the Auslenkungsmassenpendeleinheit 56.

Um berücksichtigen zu können, dass beim Umschalten des Verbrennungsmotors 5 zwischen verschiedenen Betriebsarten, also beispielsweise beim Übergang von einem Betrieb mit vier Zylindern zu einem Betrieb mit zwei Zylindern, auch die kritischen Anregungsordnungen sich verändern, kann beispielsweise vorgesehen sein, dass in einem Antriebssystem in Zuordnung zu mehreren kritischen Ordnungen, die in verschiedenen Betriebsarten auftreten können bzw. kritisch werden können, jeweils speziell abgestimmte Tilger vorhanden sind. Auch könnten bei ein- und demselben Tilger beispielsweise die Auslenkungsmassen 42 unterschiedlich gestaltet sein oder/und die Führungsbahnen 46, 48 unterschiedlich gestaltet sein, so dass in ein- und demselben Tilger eine Abstimmung auf verschiedene Anregungsordnungen vorgesehen sein kann, wobei die einer jeweiligen Anregungsordnung zugeordneten Auslenkungsmassen dann für sich jeweils eine speziell abgestimmte Auslenkungsmassenanordnung bereitstellen.In order to be able to take into account that when switching the internal combustion engine 5 between different operating modes, that is, for example, the transition from a four-cylinder operation to two-cylinder operation, the critical excitation orders also change, it can be provided, for example, in association with a drive system to several critical orders, which can occur in different operating modes or become critical, in each case specially matched absorbers are present. Also, in one and the same absorber, for example, the deflection masses 42 may be designed differently and / or the guideways 46, 48 may be designed differently, so that in one and the same absorber a vote on different excitation orders can be provided, which assigned to a respective excitation order Auslenkungsmassen then each provide a specially tuned Auslenkungsmassenanordnung.

Ein anderes Ausgestaltungsprinzip eines drehzahladaptiven Tilgers ist in Fig. 7 dargestellt. Dieser auch als Auslenkungsmassenpendeleinheit 56a wirksame Tilger 14a weist einen beispielsweise wieder sekundärseitig an einem Drehschwingungsdämpfer, wie z.B. Zweimassenschwunggrad, vorgesehenen Auslenkungsmassenträger 32a auf. An diesem Auslenkungsmassenträger 32a sind in radial sich erstreckenden Führungsöffnungen 46a Abstützelemente 48a radial bewegbar geführt und durch am Auslenkungsmassenträger 32a radial außen sich abstützende Vorspannfedern 50a, hier ausgebildet als Schraubendruckfedern, nach radial innen in Richtung zu einer Basislage beaufschlagt. Eine den Auslenkungsmassenträger 32a radial außen umgebende, ringartige Auslenkungsmasse 42a stellt im Wesentlichen eine Auslenkungsmassenanordnung 44a bereit, von welcher in Zuordnung zu dem Abstützelement 48a ein beispielsweise als Blattfeder ausgebildetes Rückstellelement 54a sich nach radial innen durch die jeweilige Vorspannfeder 50a hindurch erstreckt. In ihrem radial äußeren Bereich sind die Rückstellelelemente 50a jeweils in einem Auslenkungsmassenabstützbereich an der Auslenkungsmasse 42a festgelegt. In ihrem radial inneren Bereich sind sie in Umfangsrichtung an den jeweils zugeordneten Abstützelementen 48a jeweils in einem Trägerabstützbereich abgestützt.Another design principle of a speed-adaptive Tilgers is in Fig. 7 shown. This damper 14a, which is also effective as a deflection mass pendulum unit 56a, has a deflection mass support 32a provided on the secondary side, for example, on a torsional vibration damper, such as, for example, a dual mass flywheel. At this Auslenkungsmassenträger 32a 46a support elements are guided radially movable in radially extending guide openings 48a and biased by the Auslenkungsmassenträger 32a radially outwardly biasing springs 50a, here formed as helical compression springs, acted upon radially inward towards a base position. An annular mass 26a, which radially outwardly surrounds the deflection mass carrier 32a, essentially provides a deflection mass arrangement 44a, of which, in association with the support element 48a, a restoring element 54a designed, for example, as a leaf spring extends radially inwardly through the respective biasing spring 50a. In their radially outer region, the return elements 50a are respectively fixed in a Auslenkungsmassenabstützbereich on the Auslenkungsmasse 42a. In their radially inner region they are supported in the circumferential direction on the respective associated support elements 48a in each case in a Trägerabstützbereich.

Ein Abstützelement 48a bildet zusammen mit der diesem zugeordneten Vorspannfeder 50a und einem jeweiligen Rückstellelement 54a eine Auslenkungsmassenpendeleinheit 56a, wobei in dem in Fig. 7 dargestellten Ausgestaltungsbeispiel allen Auslenkungsmassenpendeleinheiten 56a eine gemeinsame Auslenkungsmasse 42a bzw. Auslenkungsmassenanordnung 44a zugeordnet ist.A support element 48a, together with the associated therewith biasing spring 50a and a respective return element 54a a Auslenkungsmassenpendeleinheit 56a, wherein in the in Fig. 7 illustrated embodiment, all Auslenkungsmassenpendeleinheiten 56a associated with a common deflection mass 42a and Auslenkungsmassenanordnung 44a.

Im Rotationsbetrieb führen Drehungleichförmigkeiten dazu, dass die Auslenkungsmassenanordnung 44a eine Umfangsbeschleunigung bezüglich des Auslenkungsmassenträgers 32a erfährt. Dabei stützt sich die Auslenkungsmassenanordnung 44a über die beispielsweise als Blattfedern ausgebildeten Rückstellelemente 54a an den Abstützelementen 48a und über diese am Auslenkungsmassenträger 32a ab, wobei auf Grund der Federeigenschaften der Rückstellelemente 54a die Auslenkungsmassenanordnung 44a grundsätzlich in eine Grund-Relativlage bezüglich des Auslenkungsmassenträgers 32a vorgespannt ist. Es ist somit ein Schwingungssystem aufgebaut, welches, bedingt durch die Massenträgheit bzw. das Massenträgheitsmoment der Auslenkungsmassenanordnung 44a und die durch die Gesamtheit der Rückstellelemente 54a bereitgestellte Steifigkeit, eine Eigenfrequenz aufweist.In rotational operation, rotational nonuniformities cause the deflection mass assembly 44a to undergo circumferential acceleration with respect to the deflection mass carrier 32a. In this case, the Auslenkungsmassenanordnung 44a based on formed, for example as a leaf springs return elements 54a on the support members 48a and on this on the Auslenkungsmassenträger 32a, wherein due to the spring characteristics of the restoring elements 54a, the Auslenkungsmassenanordnung 44a is basically biased in a basic relative position with respect to the Auslenkungsmassenträgers 32a. It is thus constructed a vibration system, which, due to the inertia or the mass moment of inertia of the Auslenkungsmassenanordnung 44a and by the totality of the return elements 54a provided rigidity, having a natural frequency.

Im Rotationsbetrieb unterliegen die Abstützelemente 48a der Fliehkrafteinwirkung, so dass diese grundsätzlich entgegen der Rückstellkraft der Vorspannfedern 50a nach radial außen beaufschlagt werden. Sind die Vorspannfedern 50a beispielsweise bei in der Basislage positionierten Abstützelementen 48a unter Vorspannung gehalten, ist eine bestimmte Mindestdrehzahl erforderlich, um mit der entsprechenden Fliehkraft diese Vorspannwirkung überwinden zu können. Wird diese Mindestdrehzahl überschritten, reicht die Fliehkraft aus, um die Abstützelemente 48a entgegen der Rückstellwirkung der Vorspannfedern 50a nach radial außen zu verlagern. Damit verlagert sich jedoch auch derjenige Bereich, an welchem die Rückstellelemente 54a sich bezüglich des Auslenkungsmassenträgers 32a abstützen können, nach radial außen. Dies wiederum hat zur Folge, dass die freie Länge der Rückstellelemente 54a mit zunehmender Drehzahl abnimmt, wodurch die Steifigkeit und damit auch die Eigenfrequenz des vorangehend angesprochenen Schwingungssystems zunimmt. Eine derartige Verschiebung der Eigenfrequenz kann bis zu einer oberen Grenzdrehzahl andauern, bei welcher beispielsweise auf Grund vollständiger Kompression der Vorspannfedern 50a oder des Wirksamwerdens von Anschlägen eine noch weitergehende Verlagerung der Abstützelemente 48a nach radial außen nicht möglich ist. In demjenigen Drehzahlbereich, in welchem eine fliehkraftabhängige Radialverlagerung der Abstützelemente 48a möglich ist, ist der Tilger 14a tatsächlich als drehzahladaptiver Tilger wirksam, der auf eine Anregungsordnung abgestimmt sein kann. Bei zu geringer oder zu hoher Drehzahl, also im Wesentlichen radial unveränderlich gehaltenen Abstützelementen 48a findet eine Drehzahladaption der Eigenfrequenz nicht statt, so dass in diesen Zuständen das Schwingungssystem als Festfrequenztilger wirksam ist.In rotational operation, the support elements 48a are subject to the action of centrifugal force, so that they are in principle acted upon radially outward counter to the restoring force of the biasing springs 50a. For example, if the biasing springs 50a are biased with support members 48a positioned in the base position, a certain minimum speed is required to overcome this biasing action with the corresponding centrifugal force. If this minimum speed is exceeded, the centrifugal force is sufficient to displace the support elements 48a radially outward against the return action of the biasing springs 50a. However, this also displaces the region on which the return elements 54a can be supported with respect to the deflection mass carrier 32a, radially outward. This in turn has the consequence that the free length of the return elements 54a decreases with increasing speed, whereby the rigidity and thus also the natural frequency of the above-mentioned vibration system increases. Such a shift of the natural frequency can continue up to an upper limit speed, in which, for example, due to complete compression of the biasing springs 50a or the effectiveness of attacks, an even further displacement of the support elements 48a radially outward is not possible. In the speed range in which a centrifugal force-dependent radial displacement of the support elements 48a is possible, the absorber 14a is actually effective as a speed-adaptive absorber, which may be tuned to an excitation order. When the speed is too low or too high, that is to say support elements 48a held substantially radially immutable, a speed adaptation of the natural frequency does not take place, so that in these states the vibration system is effective as a fixed-frequency absorber.

Auch mit dem in Fig. 7 dargestellten Aufbau ist grundsätzlich eine Abstimmung auf mehrere Ordnungen möglich, beispielsweise indem mehrere derartige Tilger mit jeweiligen Trägern, Auslenkungsmassenanordnungen bzw. Auslenkungsmassenpendeleinheiten auf verschiedene Anregungsordnungen abgestimmt vorgesehen werden.Also with the in Fig. 7 shown construction is basically a vote on several orders possible, for example by several such absorbers are provided with respective carriers, Auslenkungsmassenanordnungen or Auslenkungsmassenpendeleinheiten tuned to different excitation orders.

In Fig. 8 ist ein Beispiel veranschaulicht, bei welchem innerhalb eines drehzahladaptiven bzw. in einem Drehzahlbereich drehzahladaptiven Tilgers 14a eine Abstimmung auf mehrere Anregungsordnungen erfolgen kann. Man erkennt in Fig. 8 zueinander unterschiedlich gestaltete Auslenkungsmassenpendeleinheiten 56a. Diese unterscheiden sich beispielsweise in der Auslenkungsmasse 42a bzw. 42a', wobei die Auslenkungsmasse 42a' eine größere Masse aufweist, als die Auslenkungsmasse 42a. Auch unterscheiden sich die Auslenkungsmassenpendeleinheiten 56a in der Ausgestaltung der Abstützelemente 48a bzw. 48a', wobei die Abstützelemente 48a' eine größere Masse aufweisen, als die Abstützelemente 48a. Durch die Auswahl der Massenverhältnisse kann ein Einfluss auf die Drehzahl und damit die fliehkraftabhängige Änderung der Radiallage der Abstützelemente und somit die Steifigkeit der Rückstellelemente genommen werden, ebenso wie auf das Massenträgheitsmoment, welches die durch die Gesamtheit der jeweiligen Auslenkungsmassen 42a bzw. 42a' bereitgestellten Auslenkungsmassenanordnungen 44a bzw. 44a' aufweisen. So kann ein Teil der Auslenkungsmassenpendeleinheiten 56a zur Abstimmung auf eine vorbestimmte Ordnung ausgebildet sein, wobei die Auslenkungsmassen dieser Auslenkungsmassenpendeleinheiten 56a in ihrer Gesamtheit dann eine für diese Ordnung zu berücksichtigende Auslenkungsmassenanordnung bereitstellen. Ein anderer Teil der Auslenkungsmassenpendeleinheiten 56a kann für eine andere anregende Ordnung abgestimmt sein.In Fig. 8 illustrates an example in which within a speed-adaptive or in a speed range speed-adaptive damper 14a, a vote on several excitation orders can be made. One recognizes in Fig. 8 to each other differently shaped deflection mass pendulum units 56a. These differ, for example, in the deflection mass 42a or 42a ', wherein the deflection mass 42a' has a greater mass than the deflection mass 42a. The deflection mass pendulum units 56a also differ in the design of the support elements 48a or 48a ', wherein the support elements 48a' have a greater mass than the support elements 48a. By selecting the mass ratios, it is possible to influence the rotational speed and thus the centrifugal force-dependent change in the radial position of the supporting elements and thus the rigidity of the restoring elements, as well as the mass moment of inertia, which is the deflection mass arrangements provided by the entirety of the respective deflection masses 42a and 42a ' 44a and 44a ', respectively. Thus, a portion of the deflection mass pendulum units 56a may be configured to tune to a predetermined order, with the deflection masses of these deflection mass pendulum units 56a then providing in their entirety a deflection mass arrangement to be considered for this order. Another portion of the deflection mass pendulum units 56a may be tuned for a different energizing order.

Ein Beispiel für die Abstimmung auf verschiedene anregende Ordnungen ist in den Fig. 9 und 10 gezeigt. Bei diesem Ausgestaltungsbeispiel sind mehrere Auslenkungsmassenpendeleinheiten 56a bzw. 56a' vorgesehen, wobei die Auslenkungsmasseneinheiten 56a eine gemeinsame ringartige Auslenkungsmasse 42a und damit Auslenkungsmassenanordnung 44a aufweisen, während die Auslenungsmassenpendeleinheiten 56a gleichermaßen eine gemeinsame, ringartige Auslenkungsmasse 42a' und damit Auslenkungsmassenanordnung 44a' aufweisen. Beispielsweise durch unterschiedliche Ausgestaltung, also Dimensionierung, der ringartigen Auslenkungsmassen 42a, 42a' durch unterschiedliche Ausgestaltung bzw. Dimensionierung der Abstützelemente 48a bzw. 48a', durch unterschiedliche Ausgestaltung der Rückstellelemente 54a bzw. 54a' sowie durch unterschiedliche Ausgestaltung der Vorspannfedern 50a bzw. 50a' wird es möglich, die beiden Gruppen von Auslenkungsmassenpendeleinheiten 56a bzw. 56a' auf jeweilige Anregungsordnungen abzustimmen.An example of the vote on various stimulating orders is in the FIGS. 9 and 10 shown. In this embodiment example, a plurality of deflection mass pendulum units 56a and 56a 'are provided, wherein the deflection mass units 56a have a common annular deflection mass 42a and deflection mass arrangement 44a, while the deflection mass pendulum units 56a likewise have a common, annular deflection mass 42a' and thus deflection mass arrangement 44a '. For example, by different design, ie dimensioning, the annular deflection masses 42a, 42a 'by different design or dimensioning of the support elements 48a and 48a', by different configuration of the return elements 54a and 54a 'and by different configuration of the biasing springs 50a and 50a' For example, it becomes possible to tune the two groups of deflection mass pendulum units 56a and 56a 'to respective excitation orders.

Bei den vorangehend beschriebenen Ausgestaltungsformen, bei welchen eine Drehschwingungsdämpfungsanordnung 10 eine Auslenkungsmassenpendelanordnung, also beispielsweise drehzahladaptiven Tilger 14, in Verbindung mit einem Drehschwingungungsdämpfer 12 umfasst, kann grundsätzlich die Primärseite 16 bzw. die primärseitige Masse als eine Schwungmassenanordnung betrachtet werden, die über eine Steifigkeit, nämlich die Dämpferelementenanordnung 24 mit der/den Auslenkungsmassenpendeleinheit/en, insbesondere dem Auslenkungsmassenträger 32a, gekoppelt ist. Dieser wiederum ist über eine Steifigkeit, bereitgestellt durch die Kopplungselemente 50 oder die Rückstellelemente 54a, mit der bzw. den Auslenkungsmassenanordnungen 44, 44a gekoppelt.In the embodiments described above, in which a torsional vibration damping arrangement 10, a deflection mass pendulum assembly, so for example speed-adaptive absorber 14, in conjunction with a torsional vibration damper In principle, the primary side 16 or the primary side mass can be regarded as a flywheel mass arrangement, which is coupled via a rigidity, namely the damper element arrangement 24, to the deflection mass pendulum unit (s), in particular to the deflection mass carrier 32a. This, in turn, is coupled to the deflection mass assembly 44, 44a via a stiffness provided by the coupling members 50 or the return members 54a.

Die Übertragungsfunktion eines derartigen Antriebssystems bzw. der darin enthaltenen Schwingungssysteme ist in einer der Fig. 4 entsprechenden Art und Weise in Fig. 11 noch einmal dargestellt. Dabei stellt die Übertragungsfunktion jeweils das Verhältnis zwischen einer ausgangsseitigen Schwingungsgröße, also beispielsweise Drehbeschleunigung, Drehwinkelgeschwindigkeit oder dergleichen, und einer entsprechenden eingangsseitigen Schwingungsgröße dar. Ein Wert von Null oder nahe bei Null stellt eine ideale Entkopplung dar, bei welcher ausgangsseitig praktisch keine Schwingungen vorhanden sind.The transfer function of such a drive system or the vibration systems contained therein is in one of Fig. 4 appropriate way in Fig. 11 shown again. In this case, the transfer function in each case represents the ratio between an output-side oscillation variable, for example rotational acceleration, rotational angular velocity or the like, and a corresponding input-side oscillation variable. A value of zero or close to zero represents an ideal decoupling in which practically no oscillations are present on the output side.

In Fig. 11 repräsentiert die Kurve K₁ die Übertragungsfunktion der Schwungmassenanordnung, als z.B. der Primärseite 16, aufgetragen über dem Verhältnis der Anregungsgröße zur Resonanzstelle des Schwingungssystems. Bei dem Wert 1 liegt die Tilgungsfrequenz der Schwungmassenanordnung vor, bei welcher ausgangsseitig, also nach der durch die Dämpferelementenanordnung 24 bereitgestellten Steifigkeit, im Wesentlichen keine Schwingungen vorhanden sind. Die Kurve K₂ repräsentiert in Zuordnung zur Kurve K₁ die Übertragungsfunktion der jeweils wirksamen Auslenkungsmassenanordnung, welche grundsätzlich allgemein als Tilgermasse bezeichnet werden kann. Man erkennt, dass bei der Resonanzstelle 1 die Kurve K₂ einen von 0 abweichenden Wert aufweist, da letztendlich zum Erreichen der an der Resonanzstelle idealerweise vorhandenen vollständigen Schwingungsauslöschung die Auslenkungsmassen bzw. die Auslenkungsmassenanordnung grundsätzlich in einem Schwingungszustand ist bzw. sind.In Fig. 11 the curve K _{1 represents} the transfer function of the flywheel mass arrangement, for example the primary side 16, plotted against the ratio of the excitation variable to the resonance point of the vibration system. With the value 1, the repayment frequency of the flywheel mass arrangement is present, in which, on the output side, that is to say after the stiffness provided by the damper element arrangement 24, essentially no vibrations are present. The curve K ₂ represents in association with the curve K _1, the transfer function of the respective effective Auslenkungsmassenanordnung, which basically can be generally referred to as absorber mass. It can be seen that the curve K _{2 has} a value deviating from 0 at the resonance point 1, since ultimately the deflection masses or the deflection mass arrangement is / are basically in a vibration state in order to achieve the complete vibration cancellation ideally present at the resonance point.

Die Kurven K₁ und K₂ veranschaulichen ein Ausgestaltungsbeispiel, bei welchem eine vergleichsweise schwere Schwungmassenanordnung mit einer vergleichsweise leichten Auslenkungsmassenanordnung zusammen wirkt.The curves K ₁ and K ₂ illustrate a design example in which a comparatively heavy flywheel mass arrangement interacts with a comparatively light deflection mass arrangement.

Wie bereits mit Bezug auf die Fig. 4 erläutert, bilden sich neben der bei idealer Abstimmung auf eine Anregungsordnung im Allgemeinen vorliegenden Resonanzstelle beim X-Wert 1 zwei Nebenresonanzen aus. Bei einem Übergang in eine andere Betriebsart, beispielsweise eine Betriebsart mit geringerer Anzahl an betriebenen Zylindern, beispielsweise halbierter Zylinderanzahl, verschiebt sich die kritische Ordnung, wobei bei Halbierung der Zylinderanzahl dann ein Zustand vorliegt, bei welchem das Verhältnis 0,5 auf der X-Achse kritisch wird. Da dieses jedoch gleichermaßen weit entfernt liegt von den bei den Kurven K₁ und K₂ vorhandenen Nebenresonanzen ist auch hier die Gefahr einer übermäßigen Schwingungserhöhung durch ein nicht mehr korrekt auf eine Ordnung abgestimmtes Schwingungssystem praktisch nicht gegeben. In diesem Zustand kann dann ein anders abgestimmtes Schwingungssystem bzw. ein anderer drehzahladaptiver Tilger wirksam sein, um eine effiziente Dämpfung zu erreichen.As already with respect to the Fig. 4 explained, in addition to the resonant position generally present at an ideal order on an excitation order at the X value 1 two side resonances form. In a transition to another mode, for example, a mode with a reduced number of operated cylinders, such as halved number of cylinders, shifts the critical order, and when halving the number of cylinders then there is a state in which the ratio of 0.5 on the X-axis becomes critical. However, since this is equally far away from the secondary resonances present in the curves K ₁ and K ₂ , the danger of an excessive increase in vibration due to an oscillation system no longer correctly tuned to an order is virtually impossible. In this state, then a different tuned vibration system or another speed-adaptive absorber can be effective to achieve an efficient damping.

Die Kurven K₃ und K₄ veranschaulichen die Übertragungsfunktionen der Schwungmassenanordnung bzw. der Auslenkungsmassenanordnung für einen Fall, in welchem eine vergleichsweise leichte Schwungmasse mit einer vergleichsweise schweren Auslenkungsmassenanordnung bzw. Tilgermasse kombiniert ist. Bei gleicher Abstimmung auf eine bestimmte anregende Ordnung ist zu erkennen, dass die auch in diesem Fall auftretenden Nebenresonanzen deutlich weiter auseinander liegen, so dass auch in diesem Fall ein Übergang in eine Betriebsart mit anderer, insbesondere geringerer Leistungsfähigkeit, bei welcher die kritische Anregungsordnung beispielsweise nicht mehr die zweite Ordnung, sondern die erste Ordnung ist, gleichermaßen nicht dazu führt, dass eine Nebenresonanz getroffen wird und somit eine übermäßige Schwingungserhöhung stattfinden könnte.The curves K ₃ and K ₄ illustrate the transfer functions of the flywheel assembly and the Auslenkungsmassenanordnung for a case in which a comparatively light flywheel combined with a comparatively heavy Auslenkungsmassenanordnung or absorber mass. With the same vote on a certain stimulating order, it can be seen that the secondary resonances occurring in this case are significantly farther apart, so that in this case, too, a transition to an operating mode with a different, in particular lower, performance, in which the critical excitation order is not more the second order, but the first order is equally not cause that a side resonance is hit and thus an excessive vibration increase could take place.

Unter Berücksichtigung dieser in Fig. 11 veranschaulichten Übertragungsfunktionen ist es gemäß einem besonders vorteilhaften Aspekt der Erfindung sinnvoll, dass ein Verhältnis zwischen dem Massenträgheitsmoment einer jeweils wirksamen Auslenkungsmassenanordnung, beispielsweise bereitgestellt durch die Gesamtheit der in Zuordnung zu einer anregenden Ordnung wirksamen Auslenkungsmassen, zum Massenträgheitsmoment der Schwungmassenanordnung, also beispielsweise der Primärseite 16 des in Fig. 5 dargestellten Drehschwingungsdämpfers 12, kleiner als 90%, vorzugsweise kleiner als 50% ist, was den Kurven K₁ bzw. K₂ in Fig. 11 entspricht, oder größer als 110%, vorzugsweise 200% ist, was durch die Kurven K₂ und K₄ in Fig. 11 veranschaulicht ist. Somit wird beim Übergang zwischen Betriebsarten verschiedener Leistungsfähigkeit vermieden, dass der Umstand, dass verschiedene Anregungsordnungen in diesen verschiedenen Betriebsarten verschieden kritisch sind, dazu führen kann, dass durch eine zuvor unkritische, in einer dann neu eingenommenen Betriebsart aber kritisch werdenden Betriebsart eine Nebenresonanz eines drehzahladpativen Tilgers getroffen wird. Alternativ oder zusätzlich kann vorgesehen sein, dass für verschiedene Anregungsordnungen, die in verschiedenen Betriebsarten als unterschiedlich kritisch zu beurteilen sind, jeweils speziell abgestimmte Auslenkungsmassenpendeleinheiten, also drehzahladaptive Tilger, vorgesehen sind.Taking this into account Fig. 11 illustrated transfer functions, it is useful according to a particularly advantageous aspect of the invention that a ratio between the moment of inertia of a respective effective Auslenkungsmassenanordnung, for example, provided by the entirety of effective in association with an exciting order Auslenkungsmassen to the moment of inertia of the flywheel assembly, so for example the primary side 16 of the in Fig. 5 shown torsional vibration damper 12, less than 90%, preferably less than 50%, which the curves K ₁ and K ₂ in Fig. 11 is equal to or greater is 110%, preferably 200%, which is represented by curves K ₂ and K ₄ in FIG Fig. 11 is illustrated. Thus, it is avoided in the transition between modes of different performance that the fact that different excitation orders are different critical in these different modes, can cause that by a previously uncritical, in a then new operating mode but critical expectant mode a side resonance of a drehzahladpativen Tilgers is taken. Alternatively or additionally, it may be provided that specially adapted deflection mass pendulum units, ie speed-adaptive absorbers, are provided for different excitation orders, which are to be assessed as different critically in different operating modes.

Es sei in diesem Zusammenhang noch einmal erwähnt, dass eine derartige Abstimmung auf verschiedene Anregungsordnungen dadurch erfolgen kann, dass baulich getrennte Einheiten vorgesehen werden, oder es können mehrere Auslenkungsmassenpendeleinheiten jeweils mit unterschiedlicher Ausgestaltung zusammengefasst sein, um eine Abstimmung auf verschiedene Ordnungen zu finden.It should be mentioned again in this context that such a vote on different excitation orders can be done by providing structurally separate units, or it can be summarized several Auslenkungsmassenpendeleinheiten each with different configuration in order to find a vote on different orders.

Die Fig. 12 zeigt aufbauend auf dem Konstruktionsprinzip, wie es vorangehend beispielsweise mit Bezug auf die Fig. 8 erläutert wurde, einen Festfrequenztilger 60 mit einer Mehrzahl von Auslenkungsmassenpendeleinheiten 62 jeweils mit einer Auslenkungsmasse 64 und einem an einem Auslenkungsmassenträger 66 abgestützten und die Auslenkungsmasse 64 tragenden Rückstellelement 68. Dieses beispielsweise als Blattfeder ausgebildete Rückstellelement 68 spannt die Auslenkungsmasse 64 in eine Grund-Relativlage bezüglich des Auslenkungsmassenträgers 66 vor, so dass eine Feder-Masse-Pendeleinheit gebildet ist, bei welcher durch die Steifigkeit des Rückstellelements einerseits und die Auswahl der Masse der jeweiligen Auslenkungsmasse 64 andererseits eine Abstimmung auf eine bestimmte anregende Frequenz erreicht werden kann.The Fig. 12 shows based on the design principle, as described above, for example, with reference to the Fig. 8 has been explained, a Festfrequenztilger 60 having a plurality of Auslenkungsmassenpendeleinheiten 62 each with a deflection mass 64 and a deflection mass carrier 66 supported and the Auslenkungsmasse 64 supporting restoring element 68. This trained example as a leaf spring return element 68 biases the Auslenkungsmasse 64 in a basic relative position with respect to Auslenkungsmassenträgers 66 before, so that a spring-mass pendulum unit is formed, in which by the stiffness of the return element on the one hand and the selection of the mass of the respective deflection mass 64 on the other hand, a vote on a certain stimulating frequency can be achieved.

Wie die Fig. 12 dies veranschaulicht, können derartige Auslenkungsmassenpendeleinheiten 62 verschieden gestaltet sein, um eine Abstimmung auf verschiedene anregende Frequenzen zu erreichen. Die zueinander jeweils gleich gestalteten Auslenkungsmassenpendeleinheiten 62 bilden mit ihren jeweiligen Auslenkungsmassen 64 eine für eine jeweilige Frequenz wirksame Auslenkungsmassenanordnung 65. Ein derartiger Festfrequenztilger 60 kann zur weitergehenden Dämpfung mit den vorangehend erläuterten Dämpfungsaspekten kombiniert werden, um insbesondere in Drehzahlbereichen, in welchen ein drehzahladaptiver Tilger bedingt durch konstruktive Aspekte nicht ausreichend wirksam sein kann, eine zusätzliche Dämpfung erreichen zu können. Auch könnte ein derartiger Festfrequenztilger 60 bei geeigneter Abstimmung auf verschiedene besonders kritische Frequenzen auch in Zuordnung zu verschiedenen Betriebsarten abgestimmt sein, um dafür zu sorgen, dass jeweils in einer eingestellten Betriebsart besonders kritische zu erwartende Anregungsfrequenzen effizient getilgt werden können. Dies bedeutet, dass auch alleine die Kombination eines Festfrequenztilgers 60, wie er in Fig. 12 veranschaulicht ist, mit einer in ihrer Betriebsart variierbaren Brennkraftmaschine für eine effiziente Tilgung bzw. Dämpfung von Schwingungen auch beim Übergang zwischen verschiedenen Betriebsarten sorgen kann.As the Fig. 12 As illustrated, such deflection mass pendulum units 62 may be configured differently to achieve tuning to different exciting frequencies. The mutually identical deflection mass pendulum units 62 each form, with their respective deflection masses 64, a deflection mass arrangement 65 effective for a respective frequency Festfrequenztilger 60 can be combined for further damping with the above-mentioned damping aspects in order to achieve additional damping especially in speed ranges in which a speed-adaptive absorber can not be sufficiently effective due to design considerations. Also, such a Festfrequenztilger 60 could be tuned with suitable coordination to different critical frequencies especially in association with different modes to ensure that each in a set mode particularly critical to be expected excitation frequencies can be efficiently eradicated. This means that even the combination of a Festfrequenztilgers 60, as in Fig. 12 is illustrated, with a variable in their operating mode internal combustion engine for an efficient damping of vibrations and the transition between different modes can provide.

Claims (12)

1. Drive system for a vehicle, comprising an internal combustion engine (5) and a torsional vibration damping arrangement (10), wherein the internal combustion engine (5) can be switched between operating modes of different performance capability and wherein the torsional vibration damping arrangement comprises a flywheel mass arrangement (16) and at least one deflection mass pendulum unit (56; 56a; 62) having a deflection mass carrier (32; 32a; 66) and having a deflection mass arrangement (44; 44a; 65) which is carried by a deflection mass coupling arrangement (50; 54a) on the deflection mass carrier such that it can be deflected out of a basic relative position with respect to said deflection mass carrier, wherein a main-excitation order changes when the operating mode changes, and wherein the deflection mass pendulum unit (56; 56a; 62) is configured for each of the main-excitation orders when the operating mode changes.
2. Drive system according to Claim 1, characterized in that a mass moment of inertia of the deflection mass arrangement (44; 44a; 65) is either less than 90% of a mass moment of inertia of the flywheel mass arrangement (16) or is greater than 110% of the mass moment of inertia of the flywheel mass arrangement (16).
3. Drive system according to Claim 1 or 2, characterized in that the mass moment of inertia of the deflection mass arrangement (44; 44a; 65) is either less than 75%, preferably 50%, of the mass moment of inertia of the flywheel mass arrangement (16) or is greater than 150%, preferably 200%, of the mass moment of inertia of the flywheel mass arrangement (16).
4. Drive system according to one of Claims 1 to 3, characterized in that at least two deflection mass pendulum units (56a, 56a') are designed differently from one another in association with different excitation orders.
5. Drive system according to Claim 4, characterized in that at least two deflection mass pendulum units (56a, 56a') are provided in association with at least one excitation order.
6. Drive system according to one of Claims 1 to 5, characterized in that the operating modes comprise a first operating state with operation of all the cylinders and at least one second operating state with operation of only some of the cylinders.
7. Drive system according to one of Claims 1 to 6, characterized in that the operating modes comprise a two-cycle operation and a four-cycle operation.
8. Drive system according to one of Claims 1 to 7, characterized in that at least one deflection mass pendulum unit (56) is designed as a centrifugal mass pendulum unit, wherein a radial distance of the deflection mass arrangement (44) with respect to an axis of rotation changes when the deflection mass arrangement (44) is deflected out of the basic relative position with respect to the deflection mass carrier (32).
9. Drive system according to Claim 8, characterized in that at least one guide path (46, 48) with a vertex region is provided on the deflection mass carrier (32) and/or the deflection mass arrangement (44), and in that the deflection mass coupling arrangement (50) comprises a coupling member (50) which is movable along the guide path (46, 48), wherein, upon deflection of the deflection mass arrangement (44) out of the basic relative position, the coupling member (50) moves, starting from the vertex region of a guide path (46) provided in the deflection mass carrier (32) and/or of a guide path (48) provided in the deflection mass arrangement (44).
10. Drive system according to one of Claims 1 to 9, characterized in that at least one deflection mass pendulum unit (62) is designed as a spring-mass pendulum unit, wherein the deflection mass coupling arrangement comprises a spring arrangement (68) which is supported or can be supported with respect to the deflection mass carrier (66) and the deflection mass arrangement (65) .
11. Drive system according to one of Claims 1 to 10, characterized in that at least one deflection mass pendulum unit (56a) comprises:

    - a deflection mass carrier (32a) which can be rotated about an axis of rotation (A),

    - a deflection mass (42a) which can be deflected in the circumferential direction about the axis of rotation (A) with respect to the deflection mass carrier (32a),

    - a deformable restoring element (54a) which is supported or can be supported in a carrier support region with respect to the deflection mass carrier (32a) and in a deflection mass support region with respect to the deflection mass (42a), wherein a deflection of the deflection mass out of a basic relative position with respect to the deflection mass carrier (32a) in at least one direction causes a deformation of the restoring element (54a),

    - a supporting element (48a) which is carried in a radially movable manner on the deflection mass carrier (32a) and provides the carrier support region, wherein a distance between the carrier support region and the deflection mass support region can be changed by movement of the supporting element (48a) on the deflection mass carrier (32a), and the element is preloaded in the direction of a radially inner basic position and, starting from the basic position, is displaceable radially outwards counter to the preloading and the action of centrifugal force upon rotation of the deflection mass carrier (32a) about the axis of rotation (A).
12. Drive system according to one of Claims 1 to 11, characterized in that there is further provided a torsional vibration damper (12) with a primary side (16) and a secondary side (22) which is rotatable about an axis of rotation (A) with respect to the primary side (16) against the action of a damper element arrangement (24), wherein, preferably, the primary side (16) of the torsional vibration damper (10) substantially provides the flywheel mass arrangement (16), and the secondary side (22) of the torsional vibration damper provides the deflection mass carrier (32).

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